Курсовой проект (Записка_edited (2))

Посмотреть архив целиком



Содержание



Наименование раздела

Стр.


Техническое задание

2


Введение

3

1

Кинематические расчёты

4

1.1

Выбор электродвигателя

4

1.2

Уточнение передаточных чисел привода

5

1.3

Определение вращающих моментов на валах привода

5

2

Расчет зубчатых передач

5

3

Эскизное проектирование

7

3.1

Предварительный расчет валов

7

3.2

Расстояния между деталями передач

8

3.3

Выбор типов подшипников

8

3.4

Схемы установки подшипников

8

4

Расчёт подшипников

9

4.1

Расчёт подшипников на быстроходном валу

9

4.2

Расчёт подшипников на промежуточном валу

12

4.3

Расчёт подшипников на тихоходном валу

15

4.4

Расчёт подшипников на приводном валу

19

5

Выбор посадок подшипников

21

6

Проверочный расчёт валов

22

6.1

Расчёт тихоходного вала на статическую прочность

22

6.2

Расчёт промежуточного вала на статическую прочность

26

6.3

Расчёт быстроходного вала на статическую прочность

29

6.4

Расчёт приводного вала на статическую прочность

31

6.5

Расчёт приводного вала на сопротивление усталости

32

7

Расчёт соединений

35

7.1

Расчёт шпоночных соединений

35

7.2

Расчёт соединений с натягом

36

7.3

Расчёт сварных соединений

38

8

Выбор способов смазывания и смазочных материалов

40

9

Выбор и расчёт муфт

42

10

Расчет звездочки приводного вала

44

11

12

Список использованной литературы

Приложения

45









Техническое задание.


Введение.


Целью выполнения курсового проекта является спроектировать привод цепного транспортера.

Цепной транспортёр - машина непрерывного транспорта для горизонтального перемещения штучных грузов, устанавливаемая в отапливаемом помещении. Проектируемый привод цепного транспортёра состоит из асинхронного электродвигателя с цилиндрическим двухступенчатым редуктором, а также из приводного вала с двумя звёздочками для тяговой цепи по ГОСТ 588-81 с упруго-предохранительной муфтой.

Составными частями привода являются асинхронный электродвигатель, цепная передача, двухступенчатый цилиндрический редуктор, упруго предохранительная муфта, приводной вал.

Устройство привода следующее: вращающий момент передается с электродвигателя на входной вал редуктора с муфты; с выходного вала редуктора через упруго-предохранительную муфту на приводной вал.

Требуется выполнить необходимые расчеты, выбрать наилучшие параметры схемы и разработать конструкторскую документацию, предназначенную для изготовления привода:

  • чертеж общего вида редуктора (на стадии эскизного проекта);

  • сборочный чертеж редуктора (на стадии технического проекта);

  • рабочие чертежи деталей редуктора;

  • чертеж общего вида упругой муфты;

  • чертеж общего вида привода;

  • расчетно-пояснительную записку и спецификации;

1. Кинематический расчет.


Для проектирования цепного транспортера, прежде всего, необходимо выбрать электродвигатель. Для этого определяем мощность, потребляемую движущим устройством, оцениваем КПД привода. Далее уточняем передаточные отношения редуктора, подсчитываем вращающие моменты на валах привода. Таким образом, будут определены исходные данные для расчета передач.


1.1. Подбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяют его требуемую мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) находим по формуле:

, где Ft- окружная сила, кН.,

v - скорость ленты транспортёра, м/с.

.

Требуемая мощность электродвигателя:

, где - общий КПД.

, где

- КПД зубчатой передачи,

- КПД муфты,

- КПД подшипников,

, тогда:

.

Частота вращения вала электродвигателя:

, где uт и uТ,б- передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней цилиндрического двухступенчатого редуктора.

Предварительно вычислим частоту вращения , мин-1 звездочек

, где - делительный диаметр тяговой звездочки, мм.

, в нашем случае

Тогда мин-1.

Передаточные числа uт и uб принимаем по таблице 1.2 [1, с.7]. uт=4.5 а uб=4,5.

Отсюда


По таблице 24.9 [1, с.459] выбираем электродвигатель: АИР132S6/960, мощностью P=5.5кВт.



1.2 Уточнение передаточных чисел привода.

После выбора электродвигателя уточняют передаточное число привода,

.

В нашем случае мин-1.

В нашем случае, .

По формулам из таблицы 1.3 [1, с.9] получаем

,


1.3 Определение вращающих моментов на валах привода.

Определим момент на приводном валу:

,

тогда вращающий момент на тихоходном валу.

Полученные величины используются для расчета передач на ЭВМ



2. Расчет зубчатых передач

Данные для расчёта параметров цилиндрических зубчатых передач на ЭВМ и расчёт параметров цилиндрических зубчатых передач на ЭВМ

Подготовка исходных данных для расчета на ЭВМ.

Для расчета цилиндрического, двухступенчатого редуктора выполненного по развернутой схеме с раздвоенной быстроходной, тихоходной шевронной с канавкой внешним зацеплением на ЭВМ подготовим следующие исходные данные:


Вращающий момент на тихоходном валу, Нм 1198.2

Частота вращения тихоходного вала, мин-1 41.2

Ресурс, час 10000

Режим нагружения 3

Передаточное отношение редуктора 23.33

Коэффициент ширины венца 0,315



Анализ результатов расчёта ЭВМ

Расчет редуктора был проведен с помощью ЭВМ. При проектировании двухступенчатого редуктора необходимо решить вопрос о распределении известного общего передаточного числа uред между быстроходной uБ и тихоходной uт ступенями редуктора (uред=uБ*uт). Поэтому в программе предусматривается проведение расчетов при различных отношения uБ/uт. В программе также варьируется термообработка колес, которая очень существенно влияет на массу редуктора.

По рассчитанным данным ищется оптимальный вариант конструкции, учитывающий минимальную массу редуктора, минимальную стоимость и габариты. Также необходимо учитывать следующие требования: диаметр шестерни быстроходной ступени не должен снижать жесткость вала; возможность размещения в корпусе подшипников валов быстроходной и тихоходной ступеней; при этом между подшипниками должен размещаться болт крепления крышки и корпуса редуктора; зубчатое колесо быстроходной ступени не должно задевать за тихоходный вал; зубчатые колеса обоих ступеней должны погружаться в масляную ванну примерно на одинаковую глубину.

В приложении 1 приведены данные проектного расчета и полученные результаты на ЭВМ по которым, исходя из оптимального соотношения массы редуктора, межосевого расстояния, способа термообработки, стоимости и соотношения передаточных чисел ступеней был выбран следующий вариант:

Вариант № 4

тверд. Колес

HRC1

тверд. Колес HRC2

UБ/UТ

коэф. Ширины венца

межосевое расстояние, мм

диметр впадин бысроход. шетерни, мм

масса

редуктора ,

кг

масса колес ,

кг

диаметр вершин колес тихоход.

Диаметр вершин колес быстр.

49.0

28.5

0.70

0.315

295.00

37.82

95

26.2

331.28

171.18


  1. Эскизное проектирование. Определение диаметров валов.


3.1 Предварительный расчет валов

Вращающий момент на быстроходном валу ТБ=53.2

Вращающий момент на тихоходном валу ТТ=1198.2

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков валов определяем по формулам:


Для быстроходного вала:

Принимаем диаметр быстроходного вала d=32мм

Тогда диаметр вала под подшипник:

tцил - высота заплечика вала [1, с.46]

Принимаем: dП =40мм.

Диаметр вала под зубчатое колесо: ,

где r- координата фаски подшипника [1, с.46],

Принимаем: =48мм.



Для тихоходного вала расчет проводится аналогично:

Для тихоходного вала: Принимаем диаметр тихоходного вала d=55мм

Тогда диаметр вала под подшипник:

Принимаем: dП=65мм

Диаметр вала под зубчатое колесо:

Принимаем: dк=75мм



Расчеты для промежуточного вала:

Из расчета на ЭВМ принимаем TПР=205.2Нм


Принимаем: dк =47мм.

Принимаем: dП =40мм.

dП dк




    1. Расстояния между деталями передач

Чтобы поверхности вращающихся колёс не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор , где -расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм.

Согласно приведённой в техническом задании схеме находим приближённо

Тогда .

Округляем полученное значение до

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колёс

.

Расстояние между торцовыми поверхностями колёс редуктора

принимаем . Принимаем:

.


    1. Выбор типов подшипников


В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбираем по следующим рекомендациям:


Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колёс редукторов применяем шариковые радиальные подшипники. Первоначально назначаем подшипники лёгкой серии. Если при последующем расчёте грузоподъёмность подшипника окажется недостаточной, то принимаем подшипники средней серии. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колёс применяем подшипники конические роликовые.


Для опор приводного вала, имеющего значительную длину, назначаем сферические двухрядные подшипники, допускающие большой взаимный перекос колец.


3.4 Схемы установки подшипников


Схема установки подшипников «распор» конструктивно наиболее проста. Ее широко применяют при относительно коротких валах.

4. Расчёт подшипников

4.1. Расчёт подшипников на быстроходном валу.

Расчетная схема

Силы, действующие в зацеплении:

Fr=913H- радиальная нагрузка в зацеплении на Быстроходной ступени,

FA=487H- осевая сила,

Ft=2460Н- окружная сила.

- консольная сила от муфты на валу. [1, с 108]

Перегрузки до 150%

tраб<1000



Определяем реакции опор от сил, действующих в зацеплении:


Определяем реакции опор от силы :


Определим суммарные реакции опор:

Направление силы мы не знаем, поэтому не знаем и направления реакции от силы. Рассмотрим наиболее опасный случай, когда направление реакций от силы совпадает с направлением реакции от сил, действующих в зацеплении.

Тогда полные реакции равны:

Поучается, что опора 2 более нагружена, следовательно, дальнейший расчет ведем по ней.

- коэффициент эквивалентной нагрузки при типе режима

нагружения III

Fr=Fr2=R2*KE=3293*0.56=1844Н

Предварительно назначаем подшипник 208:

Сr=32000 C0r=17800

a=00 D=80

d=40 DW=12.7мм

Для радиальных шарикоподшипников из условия равновесия вала следует

Fa1=0, Fa2=FAmax=487Н.

Fa=FAmax*KE=487*0.56=272.72Н


Определяем эквивалентную статическую радиальную нагрузку:

Для шариковых радиально-однорядных подшипников X0=0.6, Y0=0.5.

Находим, Проверяем выполнение условия для более нагруженной опоры 2: .

Необходимое условие выполняется, значит, статическая прочность подшипников обеспечена.


Отношение

, где

В соответствии с таблицей 7.3 [с.112] имеем


Коэффициент осевого нагружения (см. табл. 7.2 с.111):


Отношение Fa/(VFr)=273/(1*1844)=0.148, что меньше e=0.195 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X=1, Y=0.

Принимаем

KБ=1.4 КТ=1 (tраб<1000, табл. 7.6)

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка


Проводим расчет на заданный ресурс.

Тогда ресурс при заданной вероятности отказа

Где коэффициент безотказной работы [табл. 7.7 , с.117] коэффициент, зависящий от условий работы [с.117], n - частота вращения кольца, k=3, для шарикового подшипника. Pr - динамическая эквивалентная нагрузка.


Отсюда ресурс >10000ч


Проверка ,

Так как расчётный ресурс больше требуемого и выполнено условие , то предварительно назначенные подшипники 208 пригодны. При требуемом ресурсе надёжность выше 90%.





4.2 Расчет подшипников на промежуточном валу.

Расчетная схема:


Силы, действующие в зацеплении:

Для быстроходной ступени.

Fr=913H- радиальная нагрузка

FA=487H- осевая сила,

Ft=2460Н- окружная сила.

Для тихоходной.

Fr=2717H- радиальная нагрузка

FA=1207H- осевая сила,

Ft=7367Н- окружная сила.

Определяем реакции опор от сил, действующих в зацеплении:


Дальнейший расчет ведем по опоре 2.

Предварительно назначая подшипник 208, как и для быстроходного вала.


Определяем эквивалентную статическую радиальную нагрузку:

Для шариковых радиально-однорядных подшипников X0=0.6, Y0=0.5.

Находим, Проверяем выполнение условия для более нагруженной опоры 2: .

Необходимое условие выполняется, значит, статическая прочность подшипников обеспечена.


Проводим расчет на заданный ресурс.

Fr=Fr1=R1*KE=5613*0.56=3143Н

Fa=FAmax*KE=720*0.56=403.2Н


Отношение

, где

В соответствии с таблицей 7.3 [с.112] имеем


Коэффициент осевого нагружения (см. табл. 7.2 с.111):


Отношение Fa/(VFr)=403.2/(1*3143)=0.129, что меньше e=0.214 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X=1, Y=0.

Принимаем

KБ=1.4 КТ=1 (tраб<1000, табл. 7.6)

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка


Проводим расчет на заданный ресурс.

Тогда ресурс при заданной вероятности отказа

Где коэффициент безотказной работы [табл. 7.7 , с.117] коэффициент, зависящий от условий работы [с.117], n - частота вращения кольца, k=3, для шарикового подшипника. Pr - динамическая эквивалентная нагрузка.


Отсюда ресурс >10000ч


Проверка ,

Так как расчётный ресурс больше требуемого и выполнено условие , то предварительно назначенные подшипники 208 пригодны. При требуемом ресурсе надёжность выше 90%.



4.3 Расчет подшипников на тихоходном валу

Расчетная схема.


Силы, действующие в зацеплении:

Fr=7367Н- радиальная,

FA=2717H- осевая сила,

Ft=7367Н- окружная сила.

определяем по формуле [1, c.108] по согласованию с потребителем уменьшаем коэффициент с 250 до 150

Реакции можно найти из уравнений моментов:

Определяем реакции опор от силы :


Определим суммарные реакции опор:

Направление силы мы не знаем, поэтому не знаем и направления реакции от силы. Рассмотрим наиболее опасный случай, когда направление реакций от силы совпадает с направлением реакции от сил, действующих в зацеплении.

Тогда полные реакции равны:

Поучается, что опора 1 более нагружена, следовательно, дальнейший расчет ведем по ней.

- коэффициент эквивалентной нагрузки при типе режима

нагружения III

Fr=Fr1=R1*KE=11162*0.56=6251Н

Предварительно назначаем подшипник 213:

Сr=56000 C0r=34000

a=00 D=120

d=65 DW=16.669мм

Для радиальных шарикоподшипников из условия равновесия вала следует

Fa1=0, Fa2=FAmax=1207Н.

Fa=FAmax*KE=1207*0.56=676Н


Определяем эквивалентную статическую радиальную нагрузку:

Для шариковых радиально-однорядных подшипников X0=0.6, Y0=0.5.

Находим, Проверяем выполнение условия для более нагруженной опоры 2: .

Необходимое условие выполняется, значит, статическая прочность подшипников обеспечена.


Отношение

, где

В соответствии с таблицей 7.3 [с.112] имеем


Коэффициент осевого нагружения (см. табл. 7.2 с.111):


Отношение Fa/(VFr)=676/(1*6251)=0.108, что меньше e=0.210 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X=1, Y=0.

Принимаем

KБ=1.4 КТ=1 (tраб<1000, табл. 7.6)

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка


Проводим расчет на заданный ресурс.

Тогда ресурс при заданной вероятности отказа

Где коэффициент безотказной работы [табл. 7.7 , с.117] коэффициент, зависящий от условий работы [с.117], n - частота вращения кольца, k=3, для шарикового подшипника. Pr - динамическая эквивалентная нагрузка.


Отсюда ресурс >10000ч


Проверка ,

Так как расчётный ресурс больше требуемого и выполнено условие , то предварительно назначенные подшипники 213 пригодны. При требуемом ресурсе надёжность выше 90%.


4.4 Расчёт подшипников на приводном валу

Расчетная схема

Приводной вал нагружен силами натяжения тяговой цепи, моментом, передаваемым муфтой от тихоходного вала, а также консольной силой от муфты. Значение консольной силы принимаемкак и на тихоходном валу. Направление консольной силы принимаем совпадающим с направлением равнодействующей сил в плоскостях X и Y. Значения остальных сил указаны на схеме.

Приводной вал является плавающим, осевые силы отсутствуют.

При расчёте на статическую грузоподъёмность проверяем, не будет ли радиальная нагрузка на подшипник превосходить статическую грузоподъёмность, указанную в каталоге. Определяем радиальные реакции в опорах, для чего строим расчётную схему.

Определение сил, нагружающих подшипники

Дано: Ft=8000H- окружная сила,

Fr=1,5Ft=12000 H; [1, c.110] - радиальная сила,

Реакции от сил нагружающих звездочку

, отсюда определяем

==

Очевидно что=

Реакции от можно найти из уравнений моментов:

Для второй реакции имеем , тогда получим:

Определим суммарные реакции опор

Поучается, что опора 2 более нагружена, следовательно, дальнейший расчет ведем по ней.

- коэффициент эквивалентной нагрузки при типе режима

нагружения III

Fr=Fr1=R1*KE=12022*0.56=6732Н

Предварительно назначаем подшипник 1213:

Сr=56000 C0r=34000


Определяем эквивалентную статическую радиальную нагрузку:

Для шариковых сферических радиальных двухрядных подшипников X0=1, Y0=0.

Находим, Проверяем выполнение условия для более нагруженной опоры 2: .

Необходимое условие выполняется, значит, статическая прочность подшипников обеспечена.


Принимаем X=1, Y=0.

KБ=1.4 КТ=1 (tраб<1000, табл. 7.6)

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка


Проводим расчет на заданный ресурс.

Тогда ресурс при заданной вероятности отказа

Где коэффициент безотказной работы [табл. 7.7 , с.117] коэффициент, зависящий от условий работы [с.117], n - частота вращения кольца, k=3, для шарикового подшипника. Pr - динамическая эквивалентная нагрузка.


Отсюда ресурс >10000ч


Проверка ,

Так как расчётный ресурс больше требуемого и выполнено условие , то предварительно назначенные подшипники 1213 пригодны. При требуемом ресурсе надёжность выше 90%.



5. Выбор посадок подшипников

Для всех подшипников проходят следующие условия

Внутреннее кольцо вращается вместе с валом и имеет циркуляционное нагружение, так как выполняется условие , то по таблице 7.8 [1, с.131] выбирается поле допуска на вал k6.

Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное.

По табл.7.9[1 с.131] выбирается поле допуска отверстия H7.


6. Поверочный расчёт валов на прочность

6.1. Расчёт тихоходного вала

Вал изготовлен из стали марки 40Х со следующими характеристиками

статической прочности и сопротивления усталости:

,где

- временное сопротивление, - предел текучести, - предел выносливости при изгибе, - предел текучести при кручении, - предел выносливости при кручении.

Поскольку в конструкции предусмотрена предохранительная муфта, коэффициент перегрузок примем равным:

Минимально допустимые запасы прочности по пределу текучести и

сопротивлению усталости соответственно:

[ST]=2.0, [S]=2.0


Внутренние силовые факторы определены в главе расчета подшипников.

Определим силовые факторы для опасных сечений:



Сечение 1-1 по центру венца колеса

Изгибающие моменты:

Суммарный изгибающий момент:

Осевая сила:

Геометрические характеристики сечения: момент сопротивления сечения вала при расчёте на изгиб, момент сопротивления сечения вала при расчёте на кручение, площадь сечения при расчёте на растяжение (сжатие):

Напряжение изгиба с растяжением (сжатием) и напряжением кручения :

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:


Сечение 2-2 Опора 1

Изгибающие моменты:

Геометрические характеристики сечения

Напряжение изгиба с растяжением (сжатием) и напряжением кручения :

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:



Сечение 3-3 Шпонка 16х10 на концевом участке вала

Геометрические характеристики сечения

напряжения кручения :

Частные коэффициенты запаса прочности по касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

Статическая прочность обеспечена во всех опасных сечениях S>[ST]=2.0


6.2 Расчёт промежуточного вала на статическую прочность


Опасных сечения 2: середины венцов зубчатого колеса и шестерни. Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок. В расчёте используем коэффициент перегрузки. Определяем нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении при действии максимальных нагрузок:


Сечение 1-1 по центру шестерни.

Суммарный изгибающий момент

Крутящий момент

Осевая сила

Момент сопротивления сечения вала при расчёте на изгиб, момент сопротивления сечения вала при расчёте на кручение, площадь сечения при расчёте на растяжение (сжатие):

Находим теперь

,

Частный коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

,

Частный коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений

,


Сечение 2-2 по середине венца колеса быстроходной ступени

Суммарный изгибающий момент ,

Крутящий момент

Осевая сила

Геометрические характеристики сечения

Находим теперь

,

Частный коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

,

Частный коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений

,


Статическая прочность обеспечена во всех опасных сечениях S>[ST]=2.0



6.3 Расчёт быстроходного вала на статическую прочность.

По чертежу сборочной единицы - редуктора строим расчётную схему:

Проверим прочность вала в опасном сечении - сечении по центру шестерни. Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок. В расчёте используем коэффициент перегрузки . Определяем нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении при действии максимальных нагрузок:

,

Суммарный изгибающий момент

Крутящий момент

Осевая сила

Момент сопротивления сечения вала при расчёте на изгиб, момент сопротивления сечения вала при расчёте на кручение, площадь сечения при расчёте на растяжение (сжатие):

Находим теперь

,

Частный коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

,

Частный коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений

,

Так как ,то статическую прочность считаем обеспеченной.


6.4 Расчёт приводного вала на статическую прочность

По чертежу сборочной единицы - приводного вала строим расчётную схему:


Проверим прочность вала в опасном сечении - сечении по центру ближнего к выходному концу вала венца звездочки. Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок. В расчёте используем коэффициент перегрузки . Определяем нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении при действии максимальных нагрузок:

,

Суммарный изгибающий момент

Крутящий момент

Осевая сила

Момент сопротивления сечения вала при расчёте на изгиб

,

Момент сопротивления сечения вала при расчёте на кручение

,

Находим теперь

,

Частный коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

,

Частный коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений

,

Так как ,то статическую прочность считаем обеспеченной.



Расчёт на сопротивление усталости проведём для приводного вала, так как для него общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений минимален.


6.5 Расчёт приводного вала на сопротивление усталости

Для рассмотренного ранее сечения вычисляем коэффициент запаса прочности

Коэффициент запаса по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

В расчёте принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу:

и , а касательные напряжения - по от нулевому циклу:

Вычисляем напряжения в опасном сечении:

,

Суммарный изгибающий момент

Крутящий момент

,

Осевая сила

,

Момент сопротивления сечения вала при расчёте на изгиб

,

Момент сопротивления сечения вала при расчёте на кручение

,

Находим теперь

Пределы выносливости приводного вала в рассматриваемом сечении

,

Пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения для гладких образцов из стали 40Х равны ,

Предел прочности -

Значения и вычисляем по следующим зависимостям

,

Здесь и -эффективные коэффициенты концентрации напряжений, и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

Значения коэффициентов для шпоночного паза следующие

, ,

,

Значения коэффициентов влияния качества поверхности следующие:

,

Значение коэффициента влияния поверхностного упрочнения таково:

Теперь вычисляем коэффициенты снижения предела выносливости:

,

Тогда пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

,

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициент чувствительности металла к асимметрии цикла напряжений есть

Тогда

Наконец находим коэффициенты запаса:

Поскольку , то сопротивление усталости считаем обеспеченным.


7. Расчет соединений

7.1. Шпоночные соединения

7.1.1 Шпоночное соединение быстроходного вала с муфтой

T=53.2Hм- вращающий момент,

lp=30мм- рабочая длина шпонки,

d=32мм- посадочный диаметр,

h=8мм- высота шпонки.

t1=5мм- глубина посадки в вал

Выбираем шпонку «Шпонка 10х8х30 ГОСТ 23360-78»

Расчёт на прочность по критерию смятия:

- шпонка пригодна.

7.1.2 Шпоночное соединение тихоходного вала с муфтой

T=1198.2Hм- вращающий момент,

lp=56мм- рабочая длина шпонки,

d=55мм- посадочный диаметр,

h=10мм- высота шпонки.

t1=6мм- глубина посадки в вал

Выбираем шпонку «Шпонка 16х10х56 ГОСТ 23360-78»

- шпонка пригодна.

7.1.3 Шпоночное соединение звездочки с приводным валом

T=1162.52 Hм- вращающий момент,

lp=70мм- рабочая длина шпонки,

d=80мм- посадочный диаметр,

h=14мм- высота шпонки.

t1=9мм- глубина посадки в вал

Выбираем шпонку «Шпонка 22х14х70 ГОСТ 23360-78»

- шпонка пригодна.

Призматические шпонки должны находиться в пазу вала с натягом. Поэтому поле допуска ширины шпоночного паза принимаем равным Js9.


7.2 Соединения с натягом

7.2.1 Соединение с натягом (колесо быстроходной ступени)

Исходные данные:

Т=205.7 Нм - вращающий момент на колесе,

d=47мм- диаметр соединения,

d2=69мм- диаметр ступицы колеса,

l=37мм- длинна сопряжения.

1) Среднее контактное давление:

, где К- коэффициент запаса сцепления,

f- коэффициент сцепления.

K=4,5 [1, c.86], f=0,08 [1, c.86]


2) Деформация деталей:

, где С12- коэффициенты жёсткости,

где коэффициенты Пуассона

d1 =0 для неполых валов

для стали

Е- модуль упругости, МПа., Е=2,1*105

3) Поправка на обмятие микронеровностей:

, где Ra1, Ra2- средние арифметические отклонения

профиля поверхностей.

  1. Минимальный натяг:

  1. Максимальный натяг:

предел текучести материала (сталь 40Х)


  1. Выбор посадки:

По значениям назначаю посадку: H8/x8

Определяем силу запрессовки: , -определяем по[1, с.88]

  1. Температура нагрева:

значит выбранная посадка пригодна.


7.2.2 Соединение с натягом (колесо тихоходной ступени)

Исходные данные:

Т=1198.2 Нм - вращающий момент на колесе,

d=75мм- диаметр соединения,

d2=112мм- диаметр ступицы колеса,

l=56мм- длинна сопряжения.

  1. Среднее контактное давление:

,K=3 (для выходных валов с соединенной муфтой)

  1. Деформация деталей:

  1. Поправка на обмятие микронеровностей:

, где Ra1, Ra2- средние арифметические отклонения профиля

поверхностей.

  1. Минимальный натяг:

  1. Максимальный натяг:

предел текучести материала (сталь 40Х)

  1. Выбор посадки:

По значениям назначаю посадку: H8/z8

Определяем силу запрессовки: , -определяем по[1, с.88]

выбранная посадка пригодна.


7.3 Расчёт сварных соединений


Тяговая звёздочка крепится на втулку угловым швом с катетом k=5 мм по окружности при сварке электродом. (ЭДС)

Один из размеров опасного сечения - биссектриса в равнобедренном прямоугольном треугольнике с катетом k. Для получения расчётного сечения поворачиваем опасное на плоскость стыка деталей. Расчётная схема:


Расчётное сечение - тонкое кольцо. Центр масс в центре кольца. Определим напряжения от действия отдельных силовых факторов. Предварительно определим геометрические характеристики кольца.

Момент сопротивления кручению относительно любой ости, проходящей через центр:

,

- момент сопротивления кручению

, - катет сварного шва

Напряжения в наиболее нагруженном сечении от крутящего момента:

,

Допускаемые напряжения для сварного шва

- для СТ-5

Так как , то прочность сварного шва достаточна.


8. Выбор способов смазывания и смазочных материалов


Окружные скорости колёс ()

-колесо быстроходной ступени:

-колесо тихоходной ступени:

Средние контактные напряжения в передачах - 640МПа

С учётом этого рекомендуемая кинематическая вязкость масла

Выбираем масло И-Г-А-68 и картерную систему смазывания.

Поскольку окружная скорость тихоходной ступени меньше 1 м/с, то необходимо в масло погружать колесо и быстроходной ступени. Допустимый уровень погружения колеса в масляную ванну

. Простой расчёт показывает, что для достижения максимального уровня масла необходимо его залить в количестве 6 литров.


Смазывание подшипников

Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. Стекающее при разбрызгивании с колес, водила и стенок корпуса масло попадает в подшипники. Во избежание попадания в подшипники, установленные на быстроходном валу, продуктов износа передач защищаем их маслоотражательными кольцами. Подшипники на приводном валу смазываем пластичным смазочным материалом Литол-24.


Смазочные устройства

Для заливки масла, в верхней части редуктора предусмотрена пробка с цилиндрической резьбой и наружным шестигранником. На боковой поверхности редуктора предусмотрены отверстия для контроля уровня масла и его слива.

При длительной работе в связи с нагревом воздуха повышается давление внутри корпуса. При интенсивном тепловыделении это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутренняя полость корпуса сообщена с внешней средой через отдушину в пробке для залива масла.

При работе передач продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. Стечением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Браковочными при­знаками служат увеличенное кислотное число, повышенное содержание воды и наличие механических примесей. Поэтому масло, залитое в корпус редуктора или коробки передач, периодически меняют. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое магнитной пробкой с трубной конической резьбой G1/2”.


Уплотнительные устройства

Уплотнительные устройства применяют для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для защиты их от по­падания извне пыли и влаги.


Случайные файлы

Файл
137872.rtf
Задача 6.8.docx
146296.doc
163936.rtf
38736.rtf